Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 [ 23 ] 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54

табл. 3.16 в зависимости от окружной скорости (формула 3.27), степени точности и твердости зубьев холеса 22 передачи.

При более точных расчетах коэффициент динамичности Кш щределяют по методике ГОСТ Л 354-75.

Коэффициент /Сир учитывает неравномерность ,распределения на-1рузки по ширине венца. Нерав-тмерность нагрузки обусловлена "формациями элементов передачи, погрешностями изготовления 11 монтажа. При симметричном расположении опор относительно ко-lec прогиб вала не вызывает пере-шса колес, а следовательно, и нарушения распределения нагрузки по длине зуба. При несимметрич-1ЮМ и консольном расположении опор колеса перекашиваются, что приводит к концентрации нагрузки. Влияние перекоса зубьев возрастает с увеличением ширины венца. Это условие ограничивает значение 1):. Передачи с твердостью зубьев хотя бы одного из колес ЯВ<350 прирабатываются интен-* сивно и характеризуются низким коэффициентом неравномерности. Ориентировочные значения Кнр определяют по рис. 3.14.

В ряде случаев при известных дополнительных конструктивных параметрах передачи /Сяр опреде-1яют с учетом коэффициента при-паботки Khw, физический смысл которого иллюстрирует рис. 3.15. В подобных случаях коэффициент Кн определяется по справочному приложению 3 ГОСТ 21354-75.

Коэффициент Zn, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:



Г 1/

>

-

.7

0,4 Ц8 i2 f6vii

lif npiiH, */йЗ 350 ши HiHB 350



Рис. 3 14. Определение коэффициентов Кщ Кр дли цилиндрических колес:

i-1 - кривые, соответствующие схемам передач на рис. 3 14, а

при Xi+X

1/£s 1/ -у sin2a/M У si

2cosP sin 2а„а,

(3.28)

sin 2afa,

О И й„ = 20°

Zh=1,76cosP. (3.28)

Коэффициент Z„, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес

где V - коэффициент Пуассона; е, - модули упругости материалов соответственно ше стерни и колеса, МПа. Для стальных колес

Z„ = 275 МПа 2 .

(3.29)

iEi+E

Коэффициент Ze, учитывающий суммарную длину контактных лгуний:



0,9 0,7 0.5 QJ

±

о 4 6 12 16 v,M/c Рнс. 3 15. График для определения коэффициента Kf

для прямозубых передач

= l/V, (3.30)

для косозубых и шевронных передач при ер > 0,9

Ze = ]/, (3.31)

где ба- коэффициент торцового перекрытия (формула 3.3).

Вспомогательный коэффициент диаметра Кй при проектном расчете передачи: прямозубой

= 77, (3.32)

косозубой и шевронной

Ка = 67,5. (3.32)

Допускаемое напряжение на контактную выносливость

Z/jZo,

(3.33)

где Оянт - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

Пределы контактной выносливости сгяить, соответствующие базовому числу циклов перемен напряжений, для сталей приведены в табл. 3.17.

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи:

(3.35)

Применительно к контактной выносливости тн - 6 базовое число циклов перемен напряжений Nho в зависимости от твердости рабочей поверхности определяют по рис. 3.16. Со-

Таблица 3.17. Пределы контактной выносливости, соответствующие базовому числу циклов перемены напряжений

Способ тер-I ической или кимико-тер-мической обработки зубьев

Твердость поверхности зубьев

Группа стали

"НПтЫ МПа

Отжиг, нормализация или улучшение

< 350 ЯВ

Стали углеродистые и легированные

= 2НВ+70

Обемная закалка

38 ... 50

°Н hm Ь -

= 18Я;?С-Ы50

Поверхностная закалка

40 ... 50

Пт Ь = = 17 Я/?Сэ +200

Цементация и нитроцементация

Более 56 HRC

Стали легированные

°HUin Ь = =nHRC

Азотированные

550 ... 750

°Н Ит Ь = 050

отношение твердостей зубьев по различным шкалам приведено на рис. 3.10. Эквивалентное (суммарное) число циклов перемен напряжений при действии постоянной нагрузки

iVri£ = iVx = 60nf4. (3.36)

При ступенчатой циклограмме нагружения (рис. 3.12)

(3.37)

iV«£=5]&) Ni.

Здесь Thi - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения; Тт- наибольший расчетный крутящий момент, принимаемый при расчете на контактную вьшосли-


Ш 600 700 H„g

Рис. 3 16 Определение базовою числа циклов перемены напряжения



вость (см. раздел 3.6.2); Л,- число циклов г.еремен напряжений за время действия момента Г, (формула 3.1 Г).

Фактический (суммарный) срок службы пере-ачи, ч

h = 24 Ксуг 365 Кгоп LroA, (3.37)

где /Ссут и /Сгод - коэффициенты использования передачи в сутки и в году; Ьгод - полный срок олужбы в годах.

Тогда суммарное число циклов

Ny.=- mnh. (3.37")

Пример. Определить эквивалентное число иклов перемен напряжений для шестерни йри 1счете на контактную выносливость по сле-\ющим данным: частота вращения шестерни ,= 970 мин~; срок службы передачи Ьгод = 8 лет; /Ссут = 0,45; /Сгод = 0,67. Нагрузка рременная (см. рис. 3.12), наибольший расчет-ш момент первой ступени циклограммы - Тц1 uia рис. 3.12 Tl). Моменты на второй и третьей ступени нагружения Тн2 = 0,7Тт и Тт= -0,ЗТй1.

Продолжительность действия моментов Tj... Тиз COOT ветственно

?1= 0,22; 0,5х; 4= 0,3fe. Р е ш е н и е.

1. Фактический (суммарный) срок службы передачи (формула 3.37)

h = 24/Ссут 365Дгодгод == 24 0,45 • 365 х X 0,67-8-21129 4.

2. Продолжительность действия нагрузок Тч1...Тт соответственно

0,2/v= 0,2 • 21 129 = 4226 ч; 4= 0,5fe= 0,5 • 21 129 = 10 565 ч; 4= 0,3fe= 0,3 - 21 129 = 6338 ч.

3. Эквивалентное число циклов перемен напряжений для шестерни (формулы 3.37, 3.1Г)

/0.7

Для колеса

/о.ЗТт\ Хт I

60 • 970 • 10565 +

60 • 970 . 6338 = 4,67 10».

NhE2 -

При Nhe>Nho для переменной нагрузки

/Cf/t= 1,

для постоянной нагрузки

"но

"НЕ

0,9.

(3.38)

При малом числе циклов Nhe значение Khl , а следовательно, и допускаемое контактное напряжение может получиться завышенным, поэтому для предупреждения статического разрушения значение Khl ограничивают.

При объемном упрочнении зуба (нормализация, улучшение)

Khl <.2,6, (3.39)

при поверхностном упрочнении (цементация, азотирование)

Khl= 1,8.

(3.40)

Коэффициент безопасности Sh: для колес с однородной структурой материала Sh~ 1,1; для колес с поверхностным упрочнением зубьев Sh= 1,2. Для ответственных передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, значения коэффициента безопасности увеличивают до Sh= 1,25 и 5н= 1,35 соответственно.

Коэффициент Z, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбирают по табл. 3.18.

Таблица 3.18. Коэффициент шероховатости поверхности зубьев

Шероховатость Ra, мкм

1.25 .

. 0.63

2,5 .

. 1,25

0.95

10 .

.. 40

где и - передаточное число передачи.

Прнмеча ние. определяют по тому колесу зубчатой пары, которое имеет большую шероховатость

Коэффициент Z„, учитывающий окружную скорость, определяют по рис. 3.17. В предварительных расчетах принимают Zj, == 1.

Для прямозубых передач в качестве допускаемого контактного напряжения [оя! принимается допускаемое контактное напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше.

Косозубые и шевронные передачи рассчитывают по среднему контактному напряжению

[оя! = 0,45 ([Offl] + [oml), (3.41)



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 [ 23 ] 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54